Per la curva di prevalenza bisogna sommare due contributi:
I. Prevalenza del motoventilatore: +3420 Pa (valore fornito dal costruttore); II. Prevalenza data dal rotore : +425 Pa (valore trovato dalle simulazioni); La prevalenza del rotore è stata calcolata con la simulazione N°2 ma è anche possibile calcolarla per differenza tra la pressione statica da vincere e la pressione fornita dalle parti rotanti (lasciando come incognita la prevalenza del rotore). Dal confronto con prove sperimentali su motori simili e effettuando il calcolo sopra suggerito si ricava una prevalenza di:
y = 314,29x
2+ 254,93x
0,0 1000,0 2000,0 3000,0 4000,0 5000,0 6000,0 7000,0 0,00 1,00 2,00 3,00 4,00 5,00 ∆ P [Pa ] Qa vent [m^3/s] curva resistente121
Equazione 4. 3 - prevalenza del rotore
che è perfettamente in linea con i risultati numerici . Ripetendo la procedura descritta per la curva resistente si ottiene la seguente tabella e il seguente grafico. Nel caso in cui non si disponga dei motoventilatori bisogna adottare ventole calettate sull’albero il cui dimensionamento è stato mostrato nel paragrafo 2.5 .
Qa [m^3/s] curva di prevalenza [Pa] Qa [m^3/s] curva di prevalenza [Pa] 0.000 5910 2.071 5299 0.050 5937 2.163 5188 0.142 5983 2.255 5071 0.234 6020 2.347 4947 0.326 6051 2.438 4816 0.417 6075 2.530 4677 0.509 6092 2.622 4532 0.601 6102 2.714 4379 0.693 6105 2.806 4220 0.785 6100 2.898 4053 0.877 6089 2.990 3879 0.969 6070 3.081 3699 1.060 6045 3.173 3511 1.152 6012 3.265 3316 1.244 5973 3.357 3114 1.428 5872 3.541 2689 1.612 5744 3.724 2236 1.703 5669 3.816 1999 1.795 5587 3.908 1755 1.887 5498 4.000 1504
122
Figura 4. 3 - curva di prevalenza
4.2 – Curva caratteristica e punto di funzionamento
Abbinando le due curve caratteristiche si può trovare il punto di funzionamento che dovrà avere come valore di portata quello trovato dal paragrafo 2.2. Si riporta quindi il grafico della curva caratteristica dell’intero impianto:
Figura 4. 4 - curva caratteristica dell'impianto di raffreddamento
y = -418,02x
2+ 570,48x + 5910
0,0 1000,0 2000,0 3000,0 4000,0 5000,0 6000,0 7000,0 0,00 1,00 2,00 3,00 4,00 5,00 ∆ P [Pa ] Qa vent [m^3/s] curva resistenteΔp_richiesto = 314.29Qa2 + 254.93Qa Δp_fornito = -418.02Qa2 + 570.48Qa + 5910
0,0 1000,0 2000,0 3000,0 4000,0 5000,0 6000,0 7000,0 0,00 1,00 2,00 3,00 4,00 5,00 ∆ P [Pa ] Qa vent [m^3/s]
curva resistente [Pa] curva di prevalenza [Pa] PUNTO DI
123
Se si valuta il valore della perdita di carico imponendo un valore di portata pari a quello cercato si ottengono i seguenti valori:
Qa [m^3/s] curva resistente [Pa] curva di prevalenza [Pa] 3.02 3804.9 3829.0
Tabella 4. 3 - caratterizzazione punto di funzionamento
Da notare come i valori di pressioni risultano praticamente identici. Inoltre avere un margine positivo tra la curva di prevalenza e quella di resistenza è benefico in quanto garantisce al limite una maggiore portata e quindi il soddisfacimento delle specifiche del circuito di raffreddamento.
In questo modo si è implicitamente effettuata la validazione del modello numerico. Per bilanciare l’intero impianto infatti (che si ricorda risulta essere funzionante) è necessario che la perdita di carico complessiva sia uguale alla prevalenza totale fornita. Questa intersezione inoltre deve avvenire nell’esatto valore di portata d’aria che si è calcolata dal bilancio energetico.
Grazie al precedente risultato sarà possibile nel proseguo del lavoro di tesi applicare il modello numero a diverse configurazioni operative.
124
4.3 – Risultati e studi futuri
In questo paragrafo si espone lo studio dell’ottimizzazione della forma della carcassa e la generalizzazione del calcolo delle perdite di carico. In entrambi si riportano i risultati ottenuti.
4.3.1 – Ottimizzazione della perdita di carico nella 5 simulazione
Si è scelto di ottimizzare la geometria della carcassa in quanto è la sezione nella quale si riscontrano le maggiori perdite di carico. Inoltre su tale sono possibili sostanziali modifiche strutturali.
Nell’effettuare tale studio si è scelto di modificare la forma e la dimensione della carcassa esterna e studiare l’andamento delle cadute di pressione. Si sono analizzati i seguenti cambiamenti:
1. Modifica della larghezza; 2. Modifica dell’altezza;
3. Modifica forma spigolo inferiore;
4. Modifica forma spigolo inferiore e superiore.
1-Modifica della larghezza
Per larghezza si intende la misura tra il distanziale orizzontale e il lato della carcassa. Si è valutata la simulazione su tre differenti valori:
-170mm;
-190mm (rappresenta la configurazione standard);
-210 mm;
125 I risultati ottenuti sono i seguenti:
LARGHEZZA Δ p static [Pa]
170 -4029
190 -3287
210 -4155
Tabella 4. 4 - risultati modifica larghezza
Figura 4. 6 - andamento modifica larghezza
Non si è riscontrato un andamento monotono ed inoltre il valore di 190mm genera la minore perdita di carico. Ricordando che il motore elettrico è stato realizzato con il suddetto valore di larghezza è possibile concludere che la scelta costruttiva adottata è quella ottimale.
2- Modifica della altezza
Il parametro analizzato corrisponde alla distanza tra la lista di statore posizionata nella parte inferiore e il fondo della carcassa. Si è valutata la perdita su quattro valori:
-10mm; -25mm;
-45 mm(rappresenta la configurazione standard); -65mm;
Figura 4. 7 - modifica altezza
y = -2,0125x2 + 761,6x - 75340 -4500 -4000 -3500 -3000 150 170 190 210 230 250 Δ p st at ic [P a] LARGHEZZA
126
altezza Δp static [Pa]
10 -3797
25 -3793
45 -3792
65 -3791
Tabella 4. 5 - risultati modifica altezza
Figura 4. 8 - andamento modifica altezza
Si nota che di fronte ad un aumento dell’altezza della carcassa si rileva un valore delle perdita di carico molto simile. L’andamento così trovato è coerente con le scelte costruttive adottate in quanto nella realizzazione dei motori elettrici si preferisce costruire carcasse sempre più basse. Questo comporta un lieve aumento della caduta di pressione che è compensato dai rilevanti guadagni economici.
3- Modifica della forma dello spigolo inferiore
Il parametro che è stato mutato è la misura diagonale dello smusso inserito al posto dello spigolo inferiore. La valutazione è stata effettuata su tre diversi valori:
-195mm; -215 mm; -235mm;
Figura 4. 9 - modifica spigolo inferiore
y = 3,1607ln(x) - 3803,9 -3798 -3796 -3794 -3792 -3790 0 20 40 60 80 Δ p st at ic [P a] valore altezza
127
Il campo di moto che viene a crearsi è diverso da quello trovato dalle precedenti simulazioni. La modifica della forma ha infatti influenzato il tragitto dell’aria in modo rilevante.
lato obliquo Δp static [Pa]
195 -3723
215 -4306
235 -3804
Tabella 4. 6 - risultati modifica spigolo inferiore
Notando che la perdita di carico non è diminuita, ma al contrario ha subito un incremento, si è scelto di inserire lo smusso anche nella parte superiore.
4-Modifica della forma dello spigolo inferiore e superiore
L’analisi è la medesima rispetto al caso precedente ma la geometria si modifica nel seguente modo:
-195mm; -215 mm; -235mm;
In questo caso le frecce sono posizionate nella parte inferiore e superiore .
Figura 4. 100 - modifica spigoli inferiori
128
Figura 4. 11 - campo di moto
Il flusso è guidato in modo migliore rispetto alla configurazione provvista di spigoli. Questo crea minori vortici e ricircoli e minori gradienti repentini di velocità. Ci si aspetta quindi una diminuzione delle perdite di carico. I risultati ottenuti hanno confermato l’idea di partenza:
Larghezza [mm] Δ p static [Pa]
195 -2856
215 -3295
235 -2959
Tabella 4. 7 - risultati modifica spigoli
Dai risultati mostrati è possibile concludere che un cambiamento della geometria della carcassa può portare a miglioramenti sulle caratteristiche del circuito di raffreddamento. Tali modifiche sono facilmente realizzabili in quanto si tratta di modificare la geometria della carcassa esterna.
129
4.3.2 – Generalizzazione del calcolo della perdita di carico
L’obiettivo è quello di fornire uno strumento che possa calcolare la caduta di pressione complessiva di un motore elettrico per qualsiasi condizione operativa e per qualsiasi configurazione geometrica . Per condizioni operative si intende la portata d’aria utilizzata, la tipologia di raffreddamento e la diversa velocità di rotazione dell’albero (che corrisponde a un diverso numero di poli) . Per diverse configurazioni geometriche si intendono invece le differenti misure caratteristiche dei componenti del motore. Come si è mostrato nel capitolo 3.4 il valore dei coefficienti è funzione di molti parametri e una ipotetica relazione potrebbe essere la seguente:
Equazione 4. 4 - relazione coefficiente perdite di carico In questa funzione sono comprese le seguenti variabili:
- (1)Dimensione geometrica della macchina attraverso il diametro idraulico e la lunghezza caratteristica;
- (2) La portata d’aria utilizzata attraverso il numero di Reynold, il quale dipende dalla velocità che a sua volta è funzione della portata volumetrica;
- (3)La tipologia di motore attraverso la velocita assiale (con un albero a razze si ottiene una sezione utile mentre invece con un albero provvisto di fori di ventilazione se ne ottiene un’altra e quindi a parità di portata d’aria si avranno diversi valori di velocità assiale);
Inoltre la portata che interessa ogni tratto dipende anche dall’intrinseco percorso dell’aria (4). Quest’ultimo non è lo stesso per ogni motore ma cambia a seconda della potenza erogata(5), dello scambiatore utilizzato(6) e dal tipo di applicazione(7). È cosi evidente che calcolare i coefficienti di perdita utilizzando relazioni semi empiriche è molto complesso in quanto bisogna tenere in considerazione un grande numero di variabili. Per limitare il numero queste ultime è sarebbe possibile utilizzare il teorema di Buckingham per a-dimensionalizzare le variabili di interesse ma si otterrebbe comunque un problema molto complesso.
130
Si è scelto quindi di analizzare l’influenza della portata d’aria che circola nel motore elettrico (tenendo in considerazione quindi il numero di Reynolds” ” ) e la dimensione del diametro interno dello statore(conteggiando l’effetto di ). Si riportano le diverse condizioni operative sulle quali sono state effettuate le analisi numeriche: M [kg/s] V [m^3/s] 0.117 0.096 0.175 0.143 0.190 0.155 0.205 0.167 0.219 0.179 0.234 0.191 0.249 0.203 0.263 0.215 0.307 0.251
Tabella 4. 8 - diverse portata utilizzate
Il valore di portata volumetrica 0,191 m^3/s rappresenta il caso base, ovvero la condizione di funzionamento reale su cui si è analizzato il motore elettrico nel corso del presente lavoro di tesi.
D [m] 0.82 0.88 0.95 1.00 1.06
Tabella 4. 9 - diversi diametri utilizzati
Anche in questo caso si ricorda che il valore del diametro interno dello statore corrispondente al caso base è 0,95 m. Per riuscire a correlare tra loro, caduta di pressione , coefficiente perdita , portata e diametro si è in primo luogo effettuata una analisi incrociata valutando tutte le possibili configurazioni. Avendo infatti validato il modello numerico sulla condizione operativa di base si è semplicemente cambiata la condizione al contorno in ingresso per tenere conto della diversa
131
portata . Per quanto riguarda il differente diametro invece si è dovuto modificare l’intero dominio geometrico. Si riportano nelle tabelle sottostanti i risultati delle simulazioni: ∆p static [Pa] V [m^3/s] D [m] 0.82 0.88 0.95 1 1.06 0.0956 -996 -823 -787 -534 -495 0.143 -2144 -1909 -1758 -1524 -1448 0.155 -2508 -2228 -1989 -1898 -1742 0.167 -2871 -2690 -2550 -2198 -2152 0.179 -3289 -3316 -3065 -2568 -2345 0.191 -3687 -3409 -3060 -2829 -2669 0.203 -4111 -3780 -3397 -3159 -3050 0.2145 -4564 -4263 -3905 -3520 -3427 0.2506 -6080 -5752 -5164 -4861 -4598
Tabella 4. 10 - risultati pressione statica
La caduta di pressione è stata poi valutata in due diverse sezioni che corrispondono alle sezioni esposte nel capitolo 4 (sezione del passaggio dello statore 4 e sezione dell’attraversamento della carcassa 4 analizzate nella simulazione n°5) :
∆p static [Pa] 4 V [m^3/s] D [m] 0.82 0.88 0.95 1 1.06 0.0956 -699 -522 -495 -339 -305 0.143 -1217 -957 -865 -601 -513 0.155 -1355 -1070 -902 -675 -580 0.167 -1509 -1192 -1003 -751 -637 0.179 -1650 -1313 -1102 -825 -698 0.191 -1899 -1432 -1206 -904 -765 0.203 -1959 -1564 -1397 -985 -827 0.2145 -2108 -1697 -1506 -1066 -896 0.2506 -2587 -2079 -1897 -1313 -1099
132 ∆p static 5 [Pa] V [m^3/s] D [m] 0.82 0.88 0.95 1 1.06 0.0956 -297 -301 -292 -195 -190 0.143 -927 -952 -893 -923 -935 0.155 -1153 -1158 -1087 -1223 -1162 0.167 -1362 -1498 -1547 -1447 -1515 0.179 -1639 -2003 -1963 -1743 -1647 0.191 -1788 -1977 -1854 -1925 -1904 0.203 -2152 -2216 -2000 -2174 -2223 0.2145 -2456 -2566 -2399 -2454 -2531 0.2506 -3493 -3673 -3267 -3548 -3499
Tabella 4. 12 - risultati pressione statica sezione 5
Attraverso le precedenti tabelle è stato possibile calcolare il coefficiente di perdita e ricavare un andamento in funzione della portata e del diametro.
Il risultato grafico è il seguente:
Figura 4. 12 - grafico 3D pressione statica
Come si evince dalla figura 91 la perdita di carico diminuisce all’aumentare del diametro e al diminuire della portata. Concettualmente il risultato è coerente con l’esperienza in quanto se si dispone di un’area di passaggio maggiore, si riscontrano
-8000 -6000 -4000 -2000 0
∆p static [Pa]
D [m] 0.82 D [m] 0.88 D [m] 0.95 D [m] 1 D [m] 1.06133
a pari portate, velocità più basse e quindi perdite di carico inferiori. Discorso contrario se si immagina di aumentare la portata a pari sezione.
Per vedere quale effetto è più determinante si mostrano le relazioni separate sul diametro del caso base D = 0,95 m :
Figura 4. 13 - andamento pressione con la portata
Figura 4. 14 - andamento pressione con il diametro
Confrontando i grafici, e i coefficienti delle parabole interpolanti si riscontra che l’effetto di una modifica della portata è più influente sulla perdita di carico rispetto a una modifica del diametro. Una volta calcolato il campo di pressioni su tutte le possibili configurazioni , e conoscendo le aree caratteristiche sulle sezioni 4 e 5 si è
y = -55670x2 - 9033,1x + 607,74 -6000 -5000 -4000 -3000 -2000 -1000 0 0 0,1 0,2 0,3 V [m^3/s] ∆p static [Pa] y = -5316x2 + 14354x - 11896 -4000 -3500 -3000 -2500 0,7 0,8 0,9 1 1,1 D stat in [m] ∆p static [Pa]
134
calcolato il relativo coefficienti di perdita (vedi equazione 82) ottenendo le seguenti tabella: ξ 4 [-] V [m^3/s] D [m] 0.82 0.88 0.95 1.00 1.06 0.0956 6.382 5.489 6.066 4.603 4.654 0.1430 4.966 4.498 4.738 3.647 3.498 0.1550 4.706 4.280 4.205 3.487 3.366 0.1670 4.515 4.108 4.028 3.342 3.185 0.1790 4.297 3.938 3.852 3.195 3.038 0.1910 4.344 3.773 3.703 3.075 2.924 0.2030 3.967 3.648 3.797 2.966 2.798 0.2145 3.823 3.545 3.666 2.875 2.716 0.2506 3.438 3.182 3.383 2.595 2.440
Tabella 4. 13 - coefficiente perdita di carico sezione 4
ξ 5 [-] V [m^3/s] D [m] 0.82 0.88 0.95 1.00 1.06 0.0956 0.0868 0.1013 0.1145 0.0848 0.0928 0.1430 0.1211 0.1432 0.1566 0.1793 0.2041 0.1550 0.1282 0.1483 0.1622 0.2022 0.2159 0.1670 0.1304 0.1652 0.1989 0.2061 0.2425 0.1790 0.1366 0.1923 0.2196 0.2161 0.2294 0.1910 0.1309 0.1667 0.1822 0.2096 0.2329 0.2030 0.1395 0.1654 0.1740 0.2096 0.2408 0.2145 0.1426 0.1716 0.1869 0.2119 0.2455 0.2506 0.1486 0.1799 0.1865 0.2244 0.2487
Tabella 4. 14 - coefficiente perdita di carico sezione 5
Avendo a disposizione i precedenti risultati è stato possibile creare il relativo grafico 3D da cui si è cercato di ricavare una relazione matematica per legare il coefficiente di perdita al valore della portata e del diametro.
135
Figura 4. 15 - superficie coefficiente perdita di carico sezione 4
Figura 4. 16 - superficie coefficiente perdita di carico sezione 5
I due andamenti non sono simili. Il coefficiente di perdita 4 infatti diminuisce all’aumentare della portata e aumenta al diminuire del diametro . Comportamento opposto per il coefficiente di perdita 5. Come analisi di primo tentativo si è cercato di approssimare le superfici ottenute a piani. Di seguito la proceduta:
0,000 1,000 2,000 3,000 4,000 5,000 6,000 7,000 ξ 4 [ -] parametrizzazione ξ 4 [-] in funzione D [m] e V [m^3/s] D [m] 0.82 D [m] 0.88 D [m] 0.95 D [m] 1.00 D [m] 1.06 0,0000 0,0500 0,1000 0,1500 0,2000 0,2500 ξ 5 [- ] parametrizzazione ξ 5 [-] in funzione D [m] e V [m^3/s] D [m] 0.82 D [m] 0.88 D [m] 0.95 D [m] 1.00 D [m] 1.06
136
attraverso le equazioni cartesiane, è stato possibile valutare la forma analitica dei piani che meglio approssimano e interpolano i dati forniti.
Equazione 4. 5 - equazione piano
Nel nostro caso X,Y,Z corrispondono rispettivamente alla portata volumetrica, diametro interno statore e coefficiente di perdita :
Equazione 4. 6 - piano coefficiente 4
Equazione 4. 7 - piano coefficiente 5
Dalle precedenti equazioni informa implicata si è ricavata le forma esplicita per la ricerca dei relativi parametri:
Equazione 4. 8 - relazione coefficiente 4
Equazione 4. 9 - relazione coefficiente 5
Si precisa che queste equazioni sono state ricavate su una serie arbitraria di valori. Non è da escludere che ampliando o modificando la serie dei parametri operativi le equazioni assumano coefficienti diversi.
Ripetendo il procedimento ma analizzando solo la caduta di pressione (senza passare dai coefficienti) si ricava invece la formula:
Equazione 4. 10 - piano pressione statica
137
Nella quale si nota la forte influenza negativa della portata ( con portata maggiori abbiamo a parità di area velocità e perdite più elevate ) e l’effetto benefico dell’aumento del diametro (con aree maggiori abbiamo concettualmente meno strozzature e meno perdite a parità di portate ) .
Per una maggiore precisione del precedente calcolo si sono inseriti i valori di pressione nel programma “Matlab” attraverso il quale si è effettuato un ulteriore controllo. Per effettuare la stessa analisi si è proceduto nel seguente modo:
Scrittura di due vettori contenenti rispettivamente i valori di portata e del diametro sui quali si sono eseguite le analisi;
Compilazione delle matricidi 9 colonne ( la quale rappresenta le valutazioni ai diversi valori di portata) e di 5 righe (che rappresenta invece le valutazioni ai diversi diametri) contenenti rispettivamente i valori di pressione statica e coefficienti di perdita;
Rappresentazione attraverso il comando “surf” delle superfici così ottenute:
138
Figura 4. 18 - superfice pressione 4 corretta
Figura 4. 19 - superficie pressione 5 corretta
Le superfici che vengono a formarsi non possono essere approssimate come piani infatti la perdita di carico è legata al quadrato della portata e della sezione di passaggio. Una valutazione che utilizza una legge lineare, come quella eseguita in precedenza, fornirebbe dei risultati imprecisi e concettualmente non corretti.
139
Figura 4. 20 - coefficiente 4 corretto
Figura 4. 21 - coefficiente 5 corretto
Anche in questo caso l’andamento dei coefficienti al variare di portata e diametro, non è da considerarsi lineare e la superficie non può essere approssimata ad un piano. Per tale motivo le equazioni (88-90) non sono state utilizzate in quanto non forniscono valori accurati. Un primo metodo per il calcolo delle pressione perdite di carico con i dati a disposizione è l’utilizzo della funzione “interp2”, presente nel programma “Matlab” :
140
̅ ̅ ̿̿̿̿̿̿̿̿̿̿̿
Equazione 4. 12 - funzione per la valutazione delle perdita di carico
Per l’individuazione del tipo di superficie rappresentata in figura 101 si è utilizzato il comando “Surface Fitting”, imponendo un’interpolazione polinomiale ai valori della tabella 30 e vincolando il grado delle variabili indipendenti a 2. Questo in ragione del fatto che nella visualizzazione dell’andamento della pressione statica al variare della portata (x) e del diametro (y), mostrate nelle immagini 92 e 93, l’approssimazione di secondo grado è sufficientemente accurata. L’equazione della superficie risulta essere descritta dall’equazione:
Equazione 4. 13 - equazione superficie interpolante
Tale espressione risulta essere corretta sia dal punto di vista concettuale sia da un punto di vista numerico in quanto, effettuando il calcolo su un motore differente da quello considerato nel presente lavoro di tesi, si è ottenuto un valore della perdita di carico molto vicino a quello realmente misurato. In questo modo si è validato anche la generalizzazione del calcolo delle perdite di carico. Di seguito si mostra come i valori della tabella 30 giacciono effettivamente sulla superficie che approssima l’andamento della perdita di carico al variare di portata e diametro.
141
CONCLUSIONI
Il presente lavoro di tesi ha avuto come obiettivo di partenza lo studio e l’analisi del sistema di raffreddamento di un specifico motore elettrico asincrono modulare di grande taglia. Inoltre ci si è proposto di generalizzare il calcolo a diversi motori elettrici. In fase di svolgimento è stata anche richiesta l’ottimizzazione preliminare della forma geometrica della carcassa per limitare la relativa caduta di pressione. Lo svolgimento si è articolato in quattro fasi:
1. Nella prima , dopo un’introduzione generale dei motori elettrici, con particolare attenzione agli elementi costruttivi ed alla loro classificazione in ambito industriale, segue un’attenta analisi bibliografica relativa agli studi precedentemente svolti per la determinazione delle perdite di carico.
2. La seconda parte del lavoro illustra il calcolo per il dimensionamento di massima del circuito di raffreddamento, indicando il metodo di calcolo delle perdite elettriche e della portata d’aria necessaria con una prima stima delle perdite di carico;
3. Nella terza parte sono illustrati i modelli di calcolo ed i risultati dell’analisi numerica condotta con l’utilizzo di un software commerciale.
4. Infine nella quarta parte vi è la descrizione del foglio di calcolo per la stima delle perdite di carico nel motore oggetto della tesi e l’accenno a possibili studi futuri;
Dall’analisi bibliografica condotta è emerso che la fluidodinamica delle macchine elettriche, in particolare dei motori di grande taglia, è stata quasi sempre trattata da un punto di vista termico: gli studi e gli articoli scientifici trovati si sono focalizzati sul miglioramento dello scambio termico del circuito di raffreddamento. Il calcolo della perdita di carico è stato in qualche modo trascurato in ragione del fatto che il dispendio energetico per la movimentazione del circuito di raffreddamento è dell’ordine delle decine di kW mentre invece le potenze erogate dalle rispettive macchine sono nell’ordine delle decine di MW. In quanto il risparmio energetico e
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il miglioramento dei rendimenti dei prodotti industriali è divenuto negli anni sempre più importante il presente lavoro di tesi si propone di impostare un primo studio a riguardo.
La prima parte ha compreso il dimensionamento del circuito di raffreddamento. In particolare si è eseguito il calcolo delle perdite elettriche da smaltire mediante formule analitiche le quale sono state poi confrontate con i relativi valori sperimentali. Successivamente si è eseguito il bilancio energetico allo scambiatore di calore per calcolare la portata d’aria impiegata. Si è dovuto poi studiare la sua distribuzione nel motore per comprendere in modo più approfondito l’effettivo percorso del fluido di raffreddamento.
Infine si è impostato il calcolo delle perdite di carico dividendo il motore elettrico in diversi tratti. Sono sorte plurime problematiche riguardanti il valore dei coefficienti di perdita ,la portata d’aria da considerare nei singoli canali radiali nonché la mancanza di correlazioni semi-empiriche per la valutazione della caduta di pressione nei singoli tratti.
Motivo per cui la fase successiva ha utilizzato un software commerciale per l’analisi numerica del problema.
La fase operativa della simulazione numerica si è concentrata sulla scelta delle condizioni al contorno e dei modelli matematici da utilizzare. Inoltre si è dovuta prestare molta attenzione ai domini geometrici impiegati.
Unendo i risultati delle simulazioni si è potuto valutare l’intera perdita di carico del motore elettrico ottenendo una caduta di pressione di circa 3800 Pa.
Per quanto concerne la validazione del modello numerico ci si è avvalsi delle prove sperimentali effettuate dal costruttore del moto-ventilatore. Essendo note le curve caratteristiche del medesimo si è valutata la prevalenza fornita utilizzando il valore di portata d’aria calcolato con il bilancio energetico. Sommando a quest’ultima il valore di prevalenza fornito dal rotore si è ottenuto un valore della pressione statica offerta complessivamente dal sistema di raffreddamento di circa 3820 Pa.
Confrontando questo valore con la perdita di carico risultante si è riusciti a validare il modello numerico adottato. Bisogna precisare che anche il valore di prevalenza
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fornito dal rotore ,essendo stato calcolato con un approccio numerico , è stato validato con dati sperimentali forniti dall’azienda.
Successivamente il lavoro di tesi ha compreso una fase di ottimizzazione mirata a studiare l’effetto di alcune modifiche geometriche applicate alla carcassa.
Cambiando il valore dell’altezza di quest’ultima non si è riscontrato un andamento monotono della caduta di pressione. Il valore ottimale trovato risulta essere quello che realmente si è impiegato nella realizzazione del motore. Questo ha giustificato la scelta costruttiva adottata in fase di realizzazione dello stesso.
Per quanto riguarda la modifica dell’altezza il risultato è stato altrettanto soddisfacente in quanto si è ottenuta una scarsa influenza di quest’ultima sulla caduta di pressione. Tale andamento giustifica ancora le scelte costruttive in quanto oggigiorno si realizzano carcasse il più basse possibili per risparmiare sui costi di produzione e sui materiali.
Infine la modifica della forma, simulata posizionando uno smusso al posto dello spigolo superiore e inferiore della carcassa, ha generato delle perdite di carico inferiori. Tale risultato, se pur approssimativo, ha quindi indirizzato l’ottimizzazione su una modifica della forma della carcassa e non sulle dimensioni di quest’ultima.
La generalizzazione del calcolo della caduta di pressione invece è stata portata avanti effettuando una serie di simulazioni nelle quali si sono cambiate le condizioni al contorno e il dominio geometrico per prendere in considerazione le più diverse macchine elettriche esistenti.
Come risultati si sono forniti grafici e formule in grado di calcolare la perdita di